千斤顶课程设计供参习.doc

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1、螺旋千斤顶设计计算说明书院 系工程技术学院专业年级2012级机制3班设计者吕明浩学 号 指导教师 李华英成 绩 2014年10月1日螺旋千斤顶设计任务书学生姓名吕明浩专业年级2012级机械设计制造及其自动化设计题目：设计螺旋千斤顶设计条件：1、最大起重量 F = 20kN ；2、最大升距 H = 150 mm。设计工作量:1、绘制出总装配图一张，标注有关尺寸，填写标题栏及零件明细表;2、编写设计计算说明书一份。指导教师签名:2014年10月 1日螺旋千斤顶设计过程千斤顶一般由底座1，螺杆4、螺母5、托杯10,手柄7等零件所组成（见图 1 1 ）。 螺杆在固定螺母中旋转，并上下升降，把托杯上的重

2、物举起或放落。设计时某些零件的主要尺寸是通过理论计算确定的，其它结构尺寸则是根据经验公式或制造工艺决定的，必要时才进行强度验算。1】12挡开3- 壕钉4 婢杆歸& 緊定噬鬥*一蜡环9蝉柠托杯11 甸12- 垫曙螺旋千斤顶的设计步骤如下:计算项目1.螺杆的设计 与计算1.1螺杆螺纹 类型的选择计算及说明计算结果螺纹有矩形、梯形与锯齿形，千斤顶常用的是梯形螺纹。梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙形角 a =30°,梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动；它的基本牙形按GB/T5796.1 2005的规定。千斤顶的自锁行能要好，所以用单线螺纹。因此选用的螺杆螺纹是牙形角a =30°

3、的单线梯形螺纹。牙形角a =30o的单线梯形螺纹螺杆材料常用 Q235、Q275、40、45、55等。螺杆材料：55钢在此选用的是55钢。1.2选取螺杆的材料1.3确定螺杆 直径按耐磨性条件确定螺杆中径d2。求出d2后，按标准选取相应公称直径d、螺距t及其它尺寸。计算过程：滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力P,使其小于材料的许用压力p。F FFPp =兰p（文献：机械设计）A二 d2hu二 d2hHH| fp由于，所以有d2 -;（文献：机械设d2Mp计）对于等腰梯形螺纹，h二0.5P，有d2 = 08,：,光p一般取1.23.5,所以此处1*取1.9©=19因为千斤

4、顶的螺杆与螺母的相互运动是低速滑动，所以两者的材料均选为钢，由查表可知，许用压力p取为10MPa。 p=10MPad2 = 27mm螺母尺寸：D = 33mmDi 二 22mmD2 = d2 二 27mmH = 51.3mmu = 6D = d 1 = 321 = 33 mm，螺母小径D1 = d -dO = 3210 = 22mm ，螺母中径D2 = d2 = 27mm，螺母高度H = d2 =1.9 27 = 51.3mm，旋合圈数1.4自锁验算螺杆螺纹中径d2 _ 0.（20000 : 25.955mm, 2.2 10 '根据求得的此螺纹中径，查表GB/T5796.2 2005和

5、表GB/T5796.3 2005 有：（文献：机械设计手册）螺杆尺寸：公称直径d = 32mm，螺距P =10mm，螺杆小径P=10mmd<! = d11 二 21mm，螺杆中径d = 32mmdi = 21mmd?二 d -5 = 32 -5 二 27mm 丄 25.955mm ,螺母大径u 丄=5.13 ： 6（圈10（圈）。 P自锁条件是:v式中：为螺纹中径处升角；几为当量摩擦角（当量摩擦角:-v=arctan I，为保证自锁，螺纹中径处升角至少要 比当量摩擦角小1°）。屮= arctan J = arctan（文献机械设计）cos Pf.:当量摩擦系数；f :摩擦系数；

6、1 :牙侧角，/2 =15 仁 /2 =15。摩擦系数f由查表可知，f = 0.11 0.17，由于千f二。17斤顶的运动速度是很低的，所以摩擦系数按起动时区最大nP1 10值 0.17。 二 arctan arctan7.26兀 d23.14 疋 25屮 兰®补=arctan= arctan 0.10 = 9.98 °屮 _726。vcosP0.977.26至少为8，所以有叩=7.88 - . =9.98，符 ：=9.98合自锁条件。符合自锁条件1.5结构(见图螺杆上端用于支承托杯10并在其中插装手柄 7,因12)此需要加大直径。手柄孔径dk的大小根据手柄直径 dp决 d

7、v=30mm定，dk > dp十0.5mm。由后面的计算可知手柄的直径d p =25mm，所以 dk =26 0.8=26.8mm。d26.8mm为了便于切制螺纹，螺纹上端应设有退刀槽。退刀槽d4 二 20.6mm的直径d4应比螺杆小径 di约小 0.20.5mm。d4 = 4 -0.4 二 20.6mm。退刀槽的宽度可取为 1.5P=15mm。1.5P=15mm为了便于螺杆旋入螺母，螺杆下端应有倒角或制成稍 小于d1的圆柱体。D = 45mm, H = 5mm为了防止工作时螺杆从螺母中脱出，在螺杆下端必须安置钢制挡圈(GB/T891-1986) D 45mm, H 5mm，挡 圈用紧定

8、螺钉(GB7T68-2000) M 16固定在螺杆端部。M 6 161.6螺杆强度 计算对受力较大的螺杆应根据第四强度理论校核螺杆的强度。强度计算方法参阅教材公式（6.23），其中扭矩d2T = F tan（F.）亍，式中为螺纹中径处升角，为当量摩擦角。对受力较大的螺杆应根据第四强度理论交合螺杆强度：1J =品2 +3孑=（二）2 +3（丄）2 兰! 或丫 AWt12 4T 2%aF3（） 一 匚（文献机械设计）A .d,F（N）螺杆所受的轴向压；A（ mm2）：螺杆螺纹的 危险截面面积；Wt（ mm2）:螺杆螺纹段的抗扭截面系数；d,（mm）螺杆螺纹小径；T（ N *mm ）； o（MPa）

9、：；s = 900MPa螺杆材料的许用应力，由前面可知螺杆的材料是 55号钢， 查表得其屈服强度 二$ =900MPa，所以其许用应 力s二=5，由于千斤顶的载荷是稳定的，许用应力取最大值有叶V300MPa。二=300MPa27=20000 tan(7.269.98 )2= 83785.57N *mmCJca206.802MPa:二ca -匚，符合强度计算的条件。二ca : 206.802MPa 珂刁二 300MPa，符合强度计算的条件。1.7稳定性计 算细长的螺杆工作时受到较大的轴向压力可能失稳，为此应按稳定性条件验算螺杆的稳定性。Fcr / F _ 2.5 4。螺杆的临界载荷Fcr与柔度入

10、S有关，入s=l/i,为螺杆的 长度系数，与螺杆的端部结构有关，I为举起重物后托杯底面到螺母中部的高度，可近似取1 = H+5P+(1.41.6)d , i为螺杆危险截面的惯性半径，若危险截面面积A二二d/4,则i 1 d1 (I为螺杆危险截面的轴惯性矩 )，当螺杆的.A 4柔度入s< 40时，可以不必进行稳定性校核。计算时应注 意正确确定。兀2 EI临界载荷Fcr =2 , E ( MPa):螺杆材料的拉压(4+I)2弹性模量，E =2.06"05MPa ；|( mm4 )：螺杆危险截d 4面的惯性矩，I =1 。64该千斤顶一螺母座位支承时，作不完全固定支承，另-端有径向和

11、轴向约束， 为固定支承，所以端部职称情况是一端固定，一端不完全固定。因此"=0.60。I 二 H (1.5)d 5P =1501.5 325 10 二 248mmFcr2543.142.06 1021 /642(0.6 248)-278751.9146NSsc二半氐13.9王2.5 4 = Ss，所以经过计算螺杆稳定。2.螺母设计与 计算2.1选取螺母材料螺母材料一般可选用青铜，对于尺寸较大的螺母可采 用钢或铸铁制造，其内孔浇注青铜或巴氏合金。该千斤顶螺母材料采用45号钢。E = 2.06 105 MPa0.60丨二 248mmF： =278751.9146NSsc - Ss ,所以

12、螺杆稳定。螺母材料：45钢2.2确定螺母高度H及螺H螺母高度H = 0 d2，螺纹工作圈数u，考虑退P纹工作圈数U刀槽的影响，实际螺纹圈数u = u+1.5(u应圆整)。考虑到螺纹圈数u越多，载荷分布越不均，故u不宜大于10，否则应改选螺母材料或加大d。螺母高度由下式计算：H =u toH = d? =2.5 27 = 67.5mm,H 67 5u6.75 （圈），实际螺纹圈数P 10u 二 u 1.5 二 6.75 1.5 二 8.25、9（圈），实际螺母高度H = 67.5mmu= 6.75（B）u 二 9（圈）H 二uP=9 10 = 90mm。H 二 90mm2.3校核螺纹牙强度一般螺

13、母的材料强度低于螺杆，故只校核螺母螺纹牙 的强度。螺母的其它尺寸见图 1 3。必要时还应对螺母 外径D3进行强度验算。如图有：D（1.61.8）D =1.7 33 = 56.1 56mmD3 = 56mmD4=（1.3gDs"35 5675 76mm d 76mma 二H/3 = 90/3 =30mma = 30mm螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，所以只需校核螺母的螺纹牙强度。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为 F ,并作用u再螺纹中径为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面的剪切强度条件为已=兰可，螺纹牙危险截面的弯曲强度兀DbuG匚I条件为 = <rb。式中

14、：b ( mm):螺纹牙根二Db ub = 6.5mm部的厚度，对于梯形螺纹 b = 0.65P二0.65 10二6.5mm;l(mm):弯曲力臂,D -D233-272二 3mm ；l = 3mm(MPa)螺母材料的许用切应力，螺母材料为45号钢,查表可知：0 s355=0.6二=0.6 s0.670.998MPa ；3 53crb ( MPa):螺母材料的许用弯曲应力，查表可知：6 =(1.0 1.2)二=1.2 s =144.367MPa 。3 5F二 Dbu4.516Mpa -，符3.14 31 6.5 7合剪切强度条件;6FI620000x32 2兀，符合弯曲强度条件。= 12.50

15、5MPa _；b；s = 355MPa.=70.998MPa匸 b =144.367MPa._，符合剪切强度条件。二-匚b，符合弯曲 强度条件。tl-32.4螺母与底 座孔配合螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面问的配合常采用H8r或H8等配合。为了安装简便，需在螺母下端(图1 3)n7和底座孔上端(图 1 7 )做出倒角。为了更可靠地防止 螺母转动，还应装置紧定螺钉(图1 1)，紧定螺钉直径紧定螺钉：M6 10托杯材料：Q235常根据举重量选取，一般为 612mm。紧定螺钉选择的是(GB/T71 1985) M 6 10 .3.1托杯的设 计与计算托杯用来承托重物，可用铸钢铸成，也可用Q235钢

16、模锻制成，其结构尺寸见图1 4。为了使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，在托杯上表面制有切口的沟纹。为了防止托杯从螺杆端部脱落，在螺杆上端应装有挡板。当螺杆转动时，托杯和重物都不作相对转动。因此在起重时，托杯底部与螺杆和接触面间有相对滑动，为了避免过快磨损，一方面需要润滑，另一方面还需要验算接触 面间的压力强度。F (D：2 - D 1i)wp3.2轴承的设 计与计算计算项目、=10mm螺杆：p=380MPa托杯：p=235MPaD1 19mmD12 = 50 mmp - p,满足强度条件。推力球轴承d=35D=62d1=37T=18计算结果如图计算各尺寸：厚度' =10m

17、m ；p为许用压强，取托杯和螺杆材料p中较小的一个，螺杆p=380MPa，托杯p=235MPa ;= (0.6 0.7)d = 0.6 32 二 19.2 19mm根据结构D12 =50mm ,所以进行强度计算有:F4 X20000/p 22221 1.71MPa _ p =235Mpa7ICD22D：)3.14 叫502 182)4满足强度条件。根据转速和种类选取：推力球轴承根据D12 =50mm 查表(GB/T301-1995 )选取轴承代号为：51207d=35D=62d1=37T=18计算及说明< Du * » D1 3Dio- (2.4-2.5)d山工 Di3&quo

18、t;(2*4)nnDu* (0.6*0.7)d手柄材料：Q235圏I 44.手柄设计与计算4.1手柄材料4.2手柄长度Lp常用Q235和Q215。该千斤顶采用的是 Q235。板动手柄的力矩：K lp=Ti+T2,则Lp二卫 E式中:p KK加于手柄上一个工人的臂力，间歇工作时，约为150250N，工作时间较长时为 100150N。Ti螺旋副间的摩擦阻力矩，=F tanG）业。2计算项目T2托杯与轴端支承面的摩擦力矩,F/4计算及说明T2 = (D12+D11)f计算结果T2托杯与轴端支承面的摩擦力矩,d2Ti =F tan(?川匚J 寸-=20000 tan(7.269.98 )272=837

19、85.564N *mmT2 = (D12 Dii) fF / 4 =(50 19) 0.17 20000/4 =58650 N mmLp'3785"4 58650 "2.178 ： 712mm200手柄计算长度 Lp是螺杆中心到人手施力点的距离，考虑螺杆头部尺寸及工人握手距离，手柄实际长度还应加T1 二83785.594N mmT2 二58650 N *mmLp = 712mm上D1+（50150） mm。手柄实际长度不应超过千斤顶,2使用时可在手柄上另加套管。手柄的实际长度是Lp，=Lp 号3(50 150)=50 4712.178100 =837.378mm2L

20、p 二 837.378mmRi I - 5把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径 dp,其强度条件为4.3手柄直径dp或为KLp0.1d；w ；f-FKLp0十门 F=120Mpa。计算:dp 学 壬200837.378p 0.1二F . 0.1 120=24.08mmd p = 25mm式中：；：f手柄材料许用弯曲应力，当手柄材料为Q215 和 Q235 时，；:F=120Mpa。4.4结构螺钉：M8 44 当环尺寸：D=35mm， 厚 H=5mm 。所以手柄的直径dp =25mm。手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端面应加上挡环(图1 6)，并用螺钉或铆合固定。因

21、为手柄的精度要求不高，如图计算选用的螺钉为(GB/T68-2000) M 8 44 ,而挡环尺寸为 D=38mm，厚H=5mm 。5.底 底座材料常用铸铁 （HT150及HT200 ）（图1 7），铸件的壁厚S 座 设 不应小于812mm，为了增加底座的稳定性，底部尺寸应大些，计因此将其外形制成1 : 10的斜度。图中：H“ =H (14 28) =150 20 = 170mmD6 =D3 (5 10) =56 7 = 63mmD7“6吿=63十罟仝亦2+ D7（b p为底座下枕垫物的许用挤十p压应力。对于木材，取二p =2 2.5MPa）4F D72 二二二p:.=10mmH 170mmDe 二 63mmD7 = 97mm二p 二 2.5MPaD8 = 137mm42000093 2 = 137 .26 m m 137 m3.142.5Dum 1 - t参考资料1 濮良贵，纪名刚机械设计（第八版）高等教育出版社，2006.2009.2 唐金松，简明机械设计手册（第三版），上海科学技术出版社，简单千斤顶设计说明书浙江大学,2008.